DE102012214360A1

DE102012214360A1 - Speed-adaptive torsional vibration damper arrangement

Info

Publication number: DE102012214360A1
Application number: DE102012214360.2A
Authority: DE
Inventors: Daniel Lorenz; Thomas Weigand; Tobias Höche; Martin Ridder; Alexander Manger
Original assignee: ZF Friedrichshafen AG
Current assignee: ZF Friedrichshafen AG
Priority date: 2012-08-13
Filing date: 2012-08-13
Publication date: 2014-02-13
Also published as: WO2014026810A1

Abstract

Eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung zum Übertragen einer Rotation von einem Antrieb zu einem Abtrieb umfasst ein mit dem Antrieb koppelbares Antriebsbauelement (60) und ein Abtriebsbauelement (42), das relativ zu dem Antriebsbauelement (60) um eine Rotationsachse (64) drehbar gelagert ist, wobei zwischen dem Antriebsbauelement (60) und dem Abtriebsbauelement (42) eine Federanordnung (62a–d), derart angeordnet ist, dass eine Drehung des Antriebsbauelements (60) gegenüber dem Abtriebsbauelement (42) gegen die Wirkung der Federanordnung (62a–d) erfolgt. Die Federanordnung (62a–d) umfasst zumindest eine Feder (62c), die derart gelagert ist, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse (64) und der einen Feder (62c) in einer auf der Rotationsachse (64) senkrecht stehenden radialen Richtung (64) in Abhängigkeit von einer Rotationsgeschwindigkeit der einen Feder (62c) veränderbar ist.A torsional vibration damper arrangement for transmitting a rotation from a drive to an output comprises a drive component (60) which can be coupled to the drive and an output component (42) which is mounted rotatably about an axis of rotation (64) relative to the drive component (60) Drive component (60) and the output component (42) a spring arrangement (62a-d), is arranged such that a rotation of the drive component (60) relative to the output component (42) takes place against the action of the spring arrangement (62a-d). The spring arrangement (62a-d) comprises at least one spring (62c) which is mounted in such a way that a radial distance between the axis of rotation (64) and the one spring (62c) in a radial direction perpendicular to the axis of rotation (64) ( 64) can be changed as a function of a rotational speed of the one spring (62c).

Description

Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung befassen sich mit Torsionsschwingungsdämpferanordnungen, insbesondere mit Torsionsschwingungsdämpferanordnungen, deren Dämpfungseigenschaften von einer mittels der Torsionsschwingungsdämpferanordnungen übertragenen Drehzahl abhängig sind. Embodiments of the present invention are concerned with torsional vibration damper arrangements, in particular with torsional vibration damper arrangements, the damping characteristics of which depend on a speed transmitted by means of the torsional vibration damper arrangements.

In Antriebssträngen, insbesondere von mit Brennkraftmaschinen betriebenen Fahrzeugen, kommt es häufig zu Drehungleichförmigkeiten in Form von Schwankungen des von der Kurbelwelle abgegebenen Drehmoments bzw. der abgegebenen Drehzahl. Dies ist unter anderem darin begründet, dass in Brennkraftmaschinen nur in diskreten Zeitabständen eine Energieeinleitung, beispielsweise durch Zünden eines Benzin-Luft-Gemisches, erfolgt, die in einer Rotationsbewegung resultiert. Durch den zeitdiskreten Energieeintrag unterliegt sowohl das von der Kurbelwelle abgegebene Drehmoment als auch die Drehzahl der Kurbelwelle Schwankungen bzw. Schwingungen um einen mittleren Wert. Diese Schwankungen sollen nachfolgend allgemein als Drehungleichförmigkeiten verstanden werden, welche zu Torsionsschwingungen im Antriebsstrang führen können, also zu Oszillationen der Drehzahl, die einer Rotation mit konstanter Drehzahl überlagert sind. In drive trains, in particular of vehicles powered by internal combustion engines, rotational nonuniformities in the form of fluctuations in the torque output by the crankshaft or in the output rotational speed frequently occur. This is due, inter alia, to the fact that in internal combustion engines an energy introduction takes place only at discrete time intervals, for example by igniting a gasoline-air mixture, which results in a rotational movement. Due to the time-discrete input of energy, both the torque output by the crankshaft and the speed of the crankshaft are subject to fluctuations or oscillations about an average value. These fluctuations are to be understood in the following generally as rotational irregularities, which can lead to torsional vibrations in the drive train, that is to oscillations of the rotational speed, which are superimposed on a rotation at constant speed.

Derartige Drehungleichförmigkeiten können im Fahrbetrieb spürbar sein, und sollen weitestgehend eliminiert bzw. gedämpft werden. Zu deren Dämpfung sind eine Reihe von Technologien bekannt. Beispielsweise kann durch den Einsatz von Kraft- bzw. Energiespeichern ein Teil der bei einer Drehungleichförmigkeit auftretenden Energie zwischengespeichert werden, um diese darauffolgend in den Antriebsstrang derart abzugeben, dass ein geglätteter Drehzahl- bzw. Drehmomentverlauf erreicht wird. Beispiele für solche Systeme sind unter anderem Zweimassenschwungräder (ZMS). Such rotational irregularities can be felt while driving, and should be eliminated or dampened as far as possible. For their damping, a number of technologies are known. For example, the use of energy or energy storage, a part of the energy occurring in a rotational irregularity are temporarily stored in order to subsequently deliver this in the drive train such that a smoothed speed or torque curve is achieved. Examples of such systems include dual-mass flywheels (DMFs).

Zweimassenschwungräder bestehen im Prinzip aus einem mit dem Antrieb koppelbaren Antriebsbauelement bzw. einer Primärschwungmasse und einem Abtriebsbauelement bzw. einer Sekundärschwungmasse, das relativ zu dem Antriebsbauelement um eine Rotationsachse drehbar gelagert ist. Zwischen dem Antriebsbauelement und dem Abtriebsbauelement ist eine Federanordnung derart angeordnet, dass eine Drehung des Antriebsbauelements gegenüber dem Abtriebsbauelement gegen die Wirkung der Federanordnung erfolgt und Torsionsschwingungen gedämpft werden können. Two-mass flywheels consist in principle of a drive component which can be coupled to the drive or a primary flywheel mass and an output component or a secondary flywheel mass which is rotatably mounted about an axis of rotation relative to the drive component. Between the drive component and the output component, a spring arrangement is arranged such that a rotation of the drive component relative to the output component takes place against the action of the spring arrangement and torsional vibrations can be damped.

Durch die Aufteilung in die Primärschwungmasse auf der Motorseite und die Sekundärschwungmasse auf der Getriebeseite wird das Massenträgheitsmoment der drehenden Getriebeteile erhöht. Durch eine gezielte Abstimmung der Federanordnung, die beide Schwungmassen miteinander verbindet, kann die Resonanzfrequenz des ZMS deutlich unter die Leerlaufdrehzahl des Motors bzw. der bei dieser Drehzahl angeregten Torsionsschwingungen verlagert werden. Dadurch kann eine Drehschwingungsentkopplung des Motors vom Antriebsstrang stattfinden. Das ZMS wird dann im sog. überkritischen Zustand betrieben und wirkt als mechanischer Tiefpassfilter, die Drehungleichförmigkeiten des Motors werden durch das ZMS gedämpft bzw. sehr abgeschwächt übertragen. Due to the division into the primary flywheel on the engine side and the secondary flywheel on the transmission side, the moment of inertia of the rotating gear parts is increased. By a selective tuning of the spring arrangement, which connects the two flywheel masses with each other, the resonance frequency of the DMF can be shifted significantly below the idle speed of the engine or at this speed excited torsional vibrations. As a result, a torsional vibration decoupling of the engine from the drive train take place. The ZMS is then operated in the so-called. Supercritical state and acts as a mechanical low-pass filter, the rotational irregularities of the engine are attenuated by the ZMS or transmitted very attenuated.

Um die Entkopplungseigenschaften eines ZMS in einem breiten Betriebsbereich des Motorkennfelds nutzen zu können, werden unter Anderem Federn mit mehrstufigen Federsteifigkeiten eingesetzt, z. B. durch den Einsatz von zwei konzentrisch ineinander angeordneten Einzelfedern. Aufgrund der kontinuierlichen Anstrengungen, die Energieeffizienz von Fahrzeugen zu verbessern, werden häufig Antriebsstränge konzipiert, die von Motoren mit niedriger Drehzahl oder verkleinertem Hubraum bzw. niedrigerer Zylinderzahl („Downspeeding“ und „Downsizing“) angetrieben werden. Der immer weiter in den Fokus rückende niedrige Drehzahlbereich führt zu steigenden Anregungen von Drehungleichförmigkeiten. Zusätzlich werden neue Quellen von Drehungleichförmigkeiten geschaffen, beispielsweise durch Motoren mit Zylinderabschaltung, Start-/Stopp-Systemen und/oder Fahrzeuge mit unterschiedlichen Hybridisierungsstufen. Dies wiederum erfordert Torsionsschwingungsdämpferanordnungen, die in ihrer Leistungsfähigkeit bzw. der Fähigkeit, Drehungleichförmigkeiten zu dämpfen, noch über denjenigen der heutigen Systeme liegen, die also eine verbesserte Dämpfung von Torsionsschwingungen ermöglichen. In order to use the decoupling properties of a DMF in a wide operating range of the engine map, springs with multi-stage spring stiffness are used, among other springs. B. by the use of two concentric nested single springs. Due to the continuous efforts to improve the energy efficiency of vehicles, powertrains are often designed, which are driven by low-speed engines or reduced displacement or lower number of cylinders ("downspeeding" and "downsizing"). The ever-shrinking low speed range leads to increasing suggestions of rotational irregularities. In addition, new sources of rotational nonuniformity are provided, for example, by cylinder deactivation engines, start / stop systems, and / or vehicles having different levels of hybridization. This, in turn, requires torsional vibration damper arrangements that are still superior in their performance or the ability to dampen rotational irregularities over those of today's systems, which thus allow an improved damping of torsional vibrations.

Bislang werden zu diesem Zweck, beispielsweise die in der Europäischen Patentanmeldung EP 1 584 838 A1 vorgeschlagenen Systeme verwendet, die eine zusätzliche Drehzahlabhängigkeit der Steifigkeit der Feder dadurch erreichen, dass bei einem Torsionsschwingungsdämpfer mit einer aus mehreren Federelementen bestehenden Federeinrichtung zur federelastischen Kopplung eines antriebsseitigen Primärelements mit einem abtriebsseitigen Sekundärelement zur Beabstandung benachbarter Federelemente Gleitschuhe und Trennelemente vorgesehen sind, wobei die Trennelemente so angeordnet sind, dass sich mindestens eine Gruppe von Trennelementen ergibt, bei welcher die vektorielle Summe der an den Trennelementen dieser Gruppe angreifenden Zentrifugalkräfte den Nullvektor ergibt, und diese Trennelemente starr miteinander verbunden sind. Die Gleitschuhe gleiten entlang einer zylindrischen Laufbahn und erhöhen durch die auftretende Reibung die Steifigkeit der federelastischen Kopplung. Die Reibung erhöht sich mit der Drehzahl, sodass die Steifigkeit der federelastischen Kopplung drehzahlabhängig steigt. Selbiges kann ab einer bestimmten Grenzdrehzahl, ab der an den Trennelementen angeordnete Gleitflächen in Anlage zu der Laufbahn geraten, zusätzlich durch die Trennelemente erreicht werden. Dieses Vorgehen ist insoweit problematisch, dass die Gleitschuhe einer permanenten Reibung ausgesetzt sind und damit einem hohen Verschleiß unterliegen, der eine gewünschte zeitliche Konstanz der schwingungsdämpfenden Eigenschaften des Torsionsschwingungsdämpfers verringert und letztlich auch zu einer geringeren Lebensdauer des Systems führen kann. So far, for this purpose, for example, in the European patent application EP 1 584 838 A1 proposed systems that achieve an additional speed dependence of the stiffness of the spring, characterized in that in a torsional vibration damper with a spring elements consisting of several spring elements for resilient coupling of a drive-side primary element with a driven side secondary element for spacing adjacent spring elements sliding shoes and separating elements are provided, wherein the separating elements so are arranged so that there is at least one group of separating elements, wherein the vectorial sum of the centrifugal forces acting on the separating elements of this group results in the zero vector, and these separating elements are rigidly interconnected. The sliding shoes slide along a cylindrical raceway and increase the stiffness of the springy coupling due to the friction that occurs. The friction increases with the speed, so that the stiffness of the resilient coupling increases speed-dependent. The same can be reached from a certain limit speed, from the arranged on the separating elements sliding surfaces in contact with the track, additionally be achieved by the separating elements. This approach is problematic in that the shoes are exposed to permanent friction and thus subject to high wear, which reduces a desired temporal consistency of the vibration damping properties of the torsional vibration damper and ultimately can lead to a lower life of the system.

Es ist somit wünschenswert, Lösungen zur Verfügung zu stellen, die eine langzeitstabilere Rotationsabhängigkeit der Steifigkeit einer Federeinrichtung eines Torsionsschwingungsdämpfers ermöglichen. It is thus desirable to provide solutions that enable a long-term more stable rotation dependence of the rigidity of a spring device of a torsional vibration damper.

Einige Ausführungsbeispiele der Erfindungen ermöglichen dies dadurch, dass bei einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung zum Übertragen einer Rotation von einem Antrieb zu einem Abtrieb, die ein mit dem Antrieb koppelbares Antriebsbauelement und ein mit dem Abtrieb koppelbares und relativ zu dem Antriebsbauelement um eine Rotationsachse drehbar gelagertes Abtriebsbauelement aufweist, eine zwischen dem Antriebsbauelement und dem Abtriebsbauelement angeordnete Federanordnung zumindest eine Feder umfasst, die derart gelagert ist, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse und der einen Feder in einer auf der Rotationsachse senkrecht stehenden radialen Richtung in Abhängigkeit von einer Rotationsgeschwindigkeit der Feder veränderbar ist. Wenn eine Drehung des Antriebsbauelements gegenüber dem Abtriebsbauelement gegen die Wirkung der Federanordnung erfolgt, bewirkt die Veränderung des radialen Abstands der gesamten Feder von der Rotationsachse eine Veränderung der Steifigkeit des schwingungsfähigen System und somit eine von der Rotationsgeschwindigkeit abhängige Charakteristik der Federanordnung, die dazu verwendet werden kann, die Dämpfungseigenschaften nicht nur abhängig vom Drehmoment sondern zusätzlich auch abhängig von der Rotationsgeschwindigkeit den Bedürfnissen entsprechend optimal auszulegen. Dies kann zu Systemen führen, die Torsionsschwingungen über einen breiteren Drehzahlbereich effizient dämpfen können, wobei die Drehzahlabhängigkeit des Systems ohne die Verwendung von einem Verschleiß unterworfenen Komponenten erreicht werden, wie dies beispielsweise bei Systemen der Fall ist, bei denen eine Drehzahlabhängigkeit über Reibung erzielt wird. Das heißt, die Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung sind äußerst langlebig. Some embodiments of the inventions make this possible in that, in a torsional vibration damper arrangement for transmitting rotation from a drive to an output, which has a drive component which can be coupled to the drive and a driven component which can be coupled to the output and is rotatably mounted about an axis of rotation relative to the drive component between the drive component and the driven component arranged spring arrangement comprises at least one spring which is mounted such that a radial distance between the rotation axis and the one spring in a direction perpendicular to the rotation axis radial direction in response to a rotational speed of the spring is variable. When rotation of the drive member relative to the output member occurs against the action of the spring assembly, varying the radial distance of the entire spring from the rotation axis causes a change in the stiffness of the oscillatory system and thus a rotational speed dependent characteristic of the spring assembly which may be used therefor , the damping properties not only dependent on the torque but also depending on the rotational speed of the needs of optimally designed. This can lead to systems that can efficiently damp torsional vibrations over a wider range of speeds, with the speed dependency of the system being achieved without the use of components subject to wear, as is the case, for example, with systems where friction-dependent speed dependence is achieved. That is, the embodiments of the present invention are extremely durable.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen vergrößert sich der radiale Abstand mit zunehmender Rotationsgeschwindigkeit. Federn, die radial weiter außen angelenkt werden, haben bereits bei ansonsten identischer Vorspannung eine erhöhte Steifigkeit des schwingungsfähigen Systems bzw. der Federanordnung zur Folge, was bei erhöhten Drehzahlen eine gewünschte effiziente Übertragung des Drehmoments mittels eines steifen Systems bewirken kann, ohne die bei niedrigen Drehzahlen wünschenswerte weiche Abstimmung zu beeinträchtigen. According to some embodiments, the radial distance increases with increasing rotational speed. Springs which are articulated radially further outside, even with otherwise identical bias increased rigidity of the oscillatory system or the spring arrangement result, which can cause a desired efficient transmission of torque by means of a rigid system at elevated speeds, without the at low speeds desirable soft voting.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen ist die zumindest eine Feder an beiden Enden der Feder in Federführungselementen gelagert, deren der Feder abgewandte Oberflächen sich jeweils an sich in der radialen Richtung erstreckenden Führungsflächen abstützen, deren relativer Abstand zueinander sich mit zunehmendem radialen Abstand von der Rotationsachse verringert. Bei steigender Drehzahl wirkt die vom Eigengewicht der Feder und der Federführungselemente abhängige steigende Fliehkraft nach außen auf die Feder und deren Federführungselemente. Durch die Führungsflächen mit sich verringerndem radialen Abstand kann ein von der Rotationsgeschwindigkeit abhängiger radialer Abstand der Feder von der Rotationsachse und damit eine rotationsgeschwindigkeitsabhängige Steifigkeit der Federanordnung erreicht werden, indem sich bei jeder Drehzahl ein Gleichgewicht zwischen der Fliehkraft und der Kraft zur zusätzlichen Kompression der Feder einstellt, das zusätzlich durch die Steifigkeit der Feder und den Winkel zwischen den Führungsflächen definiert wird. According to some embodiments, the at least one spring is mounted at both ends of the spring in spring guide elements whose surfaces facing away from the spring are supported in each case in the radial direction extending guide surfaces whose relative distance from each other decreases with increasing radial distance from the axis of rotation. With increasing speed acting on the weight of the spring and the spring guide elements increasing centrifugal force acts on the outside of the spring and its spring guide elements. By the guide surfaces with decreasing radial distance can be achieved depending on the rotational speed radial distance of the spring from the axis of rotation and thus a rotational speed-dependent stiffness of the spring assembly by adjusting at each speed, a balance between the centrifugal force and the force for additional compression of the spring , which is additionally defined by the stiffness of the spring and the angle between the guide surfaces.

Bei einigen Ausführungsbeispielen von Torsionsschwingungsdämpferanordnungen sind die Führungsflächen eben und die Flächennormalen der Führungsflächen schließen miteinander einen Winkel von < 30°, bevorzugt < 20° ein, was eine Selbsthemmung der radialen Beweglichkeit der Feder verhindern und Gleichzeitig zu einer signifikanten Änderung der Steifigkeit des schwingungsfähigen Systems führen kann. In some embodiments of torsional vibration damper arrangements, the guide surfaces are planar and the surface normals of the guide surfaces subtend an angle of <30 °, preferably <20 °, which prevent self-locking of the radial mobility of the spring and at the same time result in a significant change in the stiffness of the oscillatory system can.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen werden die Führungsflächen an ihrem radial äußeren Ende jeweils durch eine sich in Richtung der gegenüberliegenden Führungsfläche erstreckenden Nase begrenzt, die einen Anschlag für das Federführungselement bildet. Durch die radiale Länge der Führungsflächen bzw. die Position der Nasen an den Führungsflächen kann die maximale Veränderung der Federsteifigkeit konstruktiv vorgegeben werden. According to some embodiments, the guide surfaces are limited at their radially outer end in each case by a nose extending in the direction of the opposite guide surface, which forms a stop for the spring guide element. Due to the radial length of the guide surfaces and the position of the lugs on the guide surfaces, the maximum change in the spring stiffness can be specified constructively.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen erstrecken sich die Federführungselemente an der radial außen liegenden Seite der Feder um eine äußere Stützstrecke entlang der Feder, was ein unerwünschtes Durchbiegen der Feder unter dem Einfluss der Fliehkraft verhindern kann. According to some embodiments, the spring guide elements extend on the radially outer side of the spring about an outer support path along the spring, which can prevent unwanted bending of the spring under the influence of centrifugal force.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen erstrecken sich die Federführungselemente an der radial innen liegenden Seite der Feder um eine innere Stützstrecke entlang der Feder, was bei relativ zueinander geneigten Führungsflächen verhindern kann, dass sich die Federn nach radial innen durchbiegen, was die Federcharakteristik ungünstig beeinflussen oder im Extremfall sogar zum herausdrücken der Federn aus den Federführungselementen führen könnte. According to some embodiments, the spring guide elements extend on the radially inner side of the spring about an inner support path along the spring, which can prevent relative to each other inclined guide surfaces that the springs bend radially inward, which adversely affect the spring characteristic or even in extreme cases could lead to pushing out the springs from the spring guide elements.

Um eine einfache radiale Beweglichkeit der Federn zu gewährleisten, weisen bei einigen Ausführungsbeispielen die Federführungselemente an deren der Feder abgewandten Oberflächen ebene Gleitflächen auf, die an ebenen Führungsflächen anliegen. Gemäß einigen Ausführungsbeispielen bestehen zu demselben Zweck die Federführungselemente vollständig oder zumindest deren Gleitflächen aus einem Kunststoff. In order to ensure a simple radial mobility of the springs, in some embodiments, the spring guide elements on their surfaces facing away from the spring planar sliding surfaces, which bear against planar guide surfaces. According to some embodiments, for the same purpose, the spring guide elements completely or at least their sliding surfaces made of a plastic.

Gemäß einigen Ausführungsbeispielen werden Federanordnungen verwendet, die sowohl drehzahladaptive Federn als auch nicht drehzahladaptive Federn umfassen, d.h. Federanordnungen, die ferner zumindest eine zweite Feder umfassen, die mit der ersten Feder in Serie zwischen dem Antriebsbauelement und dem Abtriebsbauelement geschaltet ist, wobei die zweite Feder derart gelagert ist, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse und der zweiten Feder in der radialen Richtung in Abhängigkeit von der Rotationsgeschwindigkeit der zweiten Feder zumindest im Wesentlichen konstant bleibt. Dies ermöglicht kostengünstig mehrstufige Systeme zu konstruieren, die zusätzlich eine drehzahlabhängige Steifigkeit aufweisen. According to some embodiments, spring arrangements are used that include both speed-adaptive springs and non-speed-adaptive springs, i. Spring assemblies further comprising at least one second spring, which is connected in series with the first spring between the drive component and the output component, wherein the second spring is mounted such that a radial distance between the rotation axis and the second spring in the radial direction in Dependence on the rotational speed of the second spring remains at least substantially constant. This allows cost to construct multi-stage systems, which additionally have a speed-dependent stiffness.

Gemäß einem Ausführungsbeispiel wird eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung als federndes System in einem Zweimassenschwungrad verwendet, um dessen Eigenschaften zu verbessern bzw. um dessen optimale Wirksamkeit auf ein breiteres Drehzahlband auszudehnen. Gemäß einem weiteren Ausführungsbeispiel wird eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung als Teil einer Phasenschieberanordnung in einem leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystem verwendet, um dessen optimale erzielbare Torsionsschwingungsdämpfung bzw. Drehschwingungsdämpfung über einen breiteren Drehzahlbereich zu erzielen. According to one embodiment, a torsional vibration damper assembly is used as a resilient system in a dual mass flywheel to improve its characteristics or to extend its optimum effectiveness to a wider engine speed range. According to another embodiment, a torsional vibration damper assembly is used as part of a phase shifter assembly in a power split torsional vibration damper system to achieve its optimum achievable torsional vibration damping over a broader speed range.

Bevorzugte Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung werden nachfolgend, Bezug nehmend auf die beigefügten Figuren, näher erläutert. Es zeigen: Preferred embodiments of the present invention will be explained in more detail below with reference to the attached figures. Show it:

1 einen Schnitt durch ein Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung; 1 a section through an embodiment of a Torsionsschwingungsdämpferanordnung;

2 eine vergrößerte perspektivische Ansicht einer radial beweglichen Feder des Ausführungsbeispiels von 1; 2 an enlarged perspective view of a radially movable spring of the embodiment of 1 ;

3 eine teilgeschnittene Ansicht der in 2 gezeigten radial beweglichen Feder; 3 a partially sectioned view of the in 2 shown radially movable spring;

4 einen Schnitt durch ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung; 4 a section through another embodiment of a Torsionsschwingungsdämpferanordnung;

5 eine vergrößerte perspektivische Ansicht einer radial beweglichen Feder des Ausführungsbeispiels von 4; und 5 an enlarged perspective view of a radially movable spring of the embodiment of 4 ; and

6 ein Beispiel für ein leistungsverzweigendes Torsionsschwingungsdämpfersystem, das eine Torsionsschwingungsdämpferanordnung als Phasenschiebervorrichtung verwendet. 6 an example of a power split torsional vibration damper system using a torsional vibration damper assembly as a phase shifter device.

Die Anwendungen für Ausführungsbeispiele erfindungsgemäßer Torsionsschwingungsdämpferanordnungen sind vielfältig, beispielsweise können diese als Teil des schwingungsfähigen Systems in Zweimassenschwungrädern oder in leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystemen verwendet werden. Während das Konzept des Zweimassenschwungrades schon länger bekannt ist, handelt es sich bei leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystemen um eine jüngere Entwicklung. Um die Anwendbarkeit einer erfindungsgemäßen Torsionsschwingungsdämpferanordnung auch in einem leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystemen zu illustrieren, wird daher vor einer detaillierteren Diskussion einiger Ausführungsbeispiele von Torsionsschwingungsdämpferanordnungen die Funktionsweise von leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystemen anhand der 6 erläutert. The applications for embodiments of torsional vibration damper arrangements according to the invention are manifold, for example, they can be used as part of the oscillatory system in dual-mass flywheels or in power-split torsional vibration damper systems. While the concept of the dual-mass flywheel has been known for some time, power-branching torsional vibration damper systems are a recent development. In order to illustrate the applicability of a torsional vibration damper arrangement according to the invention also in a power branching torsional vibration damper systems, therefore, before a more detailed discussion of some embodiments of Torsionsschwingungsdämpferanordnungen the operation of power branching Torsionsschwingungsdämpfersystemen based 6 explained.

Der in 6 gezeigte Halbschnitt durch ein Torsionsschwingungsdämpfersystem zeigt eine Anordnung, die prinzipiell dazu dient, eine Rotation von einer Antriebsseite 2 zu einer Abtriebsseite 4 zu übertragen. Zum Übertragen der Rotation und des von einem antriebsseitig angebundenen Antriebsaggregat erzeugten Drehmoments arbeitet das Torsionsschwingungsdämpfersystem nach dem Prinzip der „Leistungsverzweigung“. Dieses weist einen ersten Drehmomentübertragungsweg 6 und einen zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 auf, wobei über den ersten Drehmomentübertragungsweg 6 ein erster Drehmomentanteil übertragen wird und wobei ein zweiter Drehmomentanteil über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 übertragen wird, wie nachfolgend noch näher erläutert werden wird. The in 6 shown half section through a Torsionsschwingungsdämpfersystem shows an arrangement which serves in principle, a rotation of a drive side 2 to a driven side 4 transferred to. For transmitting the rotation and the torque generated by a drive unit connected to the drive side, the torsional vibration damper system operates on the principle of "power branching". This has a first torque transmission path 6 and a second torque transmission path 8th on, over the first torque transmission path 6 a first torque portion is transmitted and wherein a second torque portion via the second torque transmission path 8th is transmitted, as will be explained in more detail below.

Das über die unterschiedlichen Drehmomentübertragungswege übertragene Drehmoment wird in einer Koppelanordnung 10, die vorliegend durch eine einem Planetengetriebe nachempfundene Anordnung von miteinander verzahnten drehbaren Zahnrädern gebildet wird, überlagert, sodass abtriebsseitig an einem an die Koppelanordnung 10 angebundenen abtriebsseitigen Bauteil das gesamte übertragene Drehmoment abgegriffen werden kann. The torque transmitted via the different torque transmission paths is in a coupling arrangement 10 , Which in the present case is formed by an arrangement of intermeshed rotatable toothed wheels modeled on a planetary gear, superimposed on the output side on one of the coupling arrangement 10 Tailored output-side component, the entire transmitted torque can be tapped.

In dem ersten Drehmomentübertragungsweg 6 ist eine Phasenschieberanordnung 12 angeordnet, die eine Phasenverschiebung zwischen Torsionsschwingungen, die über den ersten Drehmomentübertragungsweg 6 zu der Koppelanordnung 10 übertragen werden und den Torsionsschwingungen, die über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 zu der Koppelanordnung 10 übertragen werden, bewirkt. Die Phasenverschiebung wird insbesondere dadurch erreicht, dass sich in dem ersten Drehmomentübertragungsweg 6 ein Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung befindet, über die das Drehmoment übertragen wird und die eine Resonanzfrequenz aufweist, die unterhalb der Frequenz der mit dem Torsionsschwingungsdämpfersystem bei Leerlaufdrehzahl des Antriebs übertragenen Torsionsschwingungen liegt. Dies bewirkt, dass die am Eingang der Torsionsschwingungsdämpferanordnung angelegte Erreger- bzw. Torsionsschwingung zu der am Ausgang des Systems erhaltenen Schwingung phasenverschoben ist. Im idealisierten Fall eines ungedämpften schwingungsfähigen Systems beträgt die Phasenverschiebung ab der Resonanzfrequenz 180°. In the first torque transmission path 6 is a phase shifter arrangement 12 arranged, which has a phase shift between torsional vibrations, over the first torque transmission path 6 to the coupling arrangement 10 be transferred and the torsional vibrations, via the second torque transmission path 8th to the coupling arrangement 10 be transferred causes. The phase shift is achieved in particular in that in the first torque transmission path 6 an embodiment of a Torsionsschwingungsdämpferanordnung is located, via which the torque is transmitted and which has a resonant frequency which is below the frequency of the torsional vibration transmitted to the torsional vibration damper system at idle speed of the drive. This causes the excitation or torsional vibration applied to the input of the torsional vibration damper assembly to be out of phase with the vibration received at the output of the system. In the idealized case of an undamped oscillatory system, the phase shift from the resonance frequency is 180 °.

Liegt die Resonanzfrequenz wie oben beschrieben, wäre im gesamten Drehzahlband, in dem das Torsionsschwingungsdämpfersystem bei laufendem Antrieb betrieben wird, die Phasenverschiebung 180°. Diese würde im Fall der Übertragung von identischen Drehmomentanteilen über den ersten und zweiten Drehmomentübertragungsweg 6, 8 dazu führen, dass die die Torsionsschwingungsdämpferanordnung anregenden Torsionsschwingungen sich vollständig kompensieren würden, sodass am Ausgang bzw. an der Abtriebsseite 4 des Torsionsschwingungsdämpfersystems eine gleichmäßige, von Torsionsschwingungen vollständig befreite Drehung ohne Drehungleichförmigkeiten erhalten werden würde. Mit den in realen Systemen auftretenden Reibungsverlusten bzw. sonstigen Leistungsverlusten ist ein ungedämpftes schwingungsfähiges System in der Torsionsschwingungsdämpferanordnung nicht realisierbar. Daher werden die real realisierbaren Phasenverschiebungen der Torsionsschwingungsdämpferanordnung abhängig vom Abstand zur Resonanzfrequenz der Torsionsschwingungsdämpferanordnung unter 180° liegen und sich erst bei hohen Frequenzen dem Wert von 180° nähern. Nichtsdestotrotz kann unter Berücksichtigung der Dämpfungsverluste bzw. der Dämpfungseigenschaften des schwingungsfähigen Systems eine konstruktive Auslegung des leistungsverzweigenden Torsionsschwingungsdämpfersystems derart vorgenommen werden, dass bei einer konstruktiv vorgegebenen Drehzahl die maximale erzielbare Kompensation der Drehungleichförmigkeiten erreicht wird. If the resonance frequency is as described above, the phase shift would be 180 ° in the entire speed band in which the torsional vibration damper system is operated while the drive is running. This would be in the case of transmission of identical torque components over the first and second torque transmission paths 6 . 8th cause the Torsionsschwingungsdämpferanordnung exciting torsional vibrations would compensate completely, so that at the output or on the output side 4 of the torsional vibration damper system a uniform, completely freed from torsional vibrations rotation without rotational irregularities would be obtained. With the occurring in real systems friction losses or other power losses an unattenuated oscillatory system in the torsional vibration damper arrangement is not feasible. The realizable phase shifts of the torsional vibration damper arrangement will therefore be less than 180 ° depending on the distance to the resonance frequency of the torsional vibration damper arrangement and will approach the value of 180 ° only at high frequencies. Nevertheless, taking into account the damping losses or the damping properties of the oscillatory system, a constructive design of the power-branching torsional vibration damper system can be made such that the maximum achievable compensation of rotational irregularities is achieved at a design speed.

Vor einer detaillierteren Beschreibung der Torsionsschwingungsdämpferanordnung, die zur drehzahladaptiven Veränderung der Phasencharakteristik der Phasenschieberanordnung 12 führt, wird nachfolgend der Vollständigkeit halber die Funktionsweise des Torsionsschwingungsdämpfersystems von 6 detailliert erläutert. Before a more detailed description of the torsional vibration damper assembly, the speed adaptive change of the phase characteristic of the phase shifter assembly 12 leads, is the sake of completeness, the operation of the torsional vibration damper of 6 explained in detail.

Dabei werden zunächst die Kraft- bzw. Drehmomentflüsse entlang der einzelnen Drehmomentübertragungswege 6 und 8 dargestellt, beginnend mit dem zweiten Drehmomentübertragungsweg 8. An der Antriebsseite 2 kann die Torsionsschwingungsdämpferanordnung an ein rotierendes Antriebsaggregat, beispielsweise die Schwungscheibe oder die Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors angebunden werden. Die erwähnte Anbindung kann dabei, wie in 6 gezeigt, beispielsweise über eine Primärmasse 24, also eine scheibenförmige, massive Anordnung erfolgen, die gleichzeitig die Primärseite des schwingungsfähigen Systems zum Erzeugen der Phasenverschiebung bildet. Mit der Primärmasse 24 ist bei dem in 1 gezeigten Ausführungsbeispiel über eine Verschraubung ein Planetenradträger 26 verbunden, an dem entlang des Umfangs der im Wesentlichen rotationssymmetrischen Torsionsschwingungsdämpferanordnung eine Mehrzahl an dem Planetenradträger 26 drehbar befestigte Planetenräder 28 angeordnet sind. Das mittels eines Wälzlagers 30 an dem Planetenradträger 26 befestigte Planetenrad 28 weist vorliegend zwei Verzahnungen mit sich unterscheidenden Außendurchmessern auf. Eine abtriebsseitige Verzahnung 32 hat einen kleineren Durchmesser als eine antriebsseitige Verzahnung 34 des Planetenrads. Die abtriebsseitige Verzahnung 32 des Planetenrads befindet sich in einem Kämmeingriff mit einem abtriebsseitigen Hohlrad 36, welches an die Abtriebsseite angebunden ist. Somit erfolgt die Übertragung der Rotation bzw. des Drehmoments entlang des zweiten Drehmomentübertragungswegs 8 über die Primärmasse 24, den Planetenradträger 26, das Planetenrad 28 und über die abtriebsseitige Verzahnung 32 des Planetenrads auf das abtriebsseitige Hohlrad 36. First, the force or torque flows along the individual torque transmission paths 6 and 8th shown starting with the second torque transmission path 8th , At the drive side 2 The torsional vibration damper assembly can be connected to a rotating drive unit, such as the flywheel or the crankshaft of an internal combustion engine. The mentioned connection can, as in 6 shown, for example, via a primary mass 24 , So a disc-shaped, massive arrangement take place, which also forms the primary side of the oscillatory system for generating the phase shift. With the primary mass 24 is at the in 1 shown embodiment via a screw a planet carrier 26 connected to the along the circumference of the substantially rotationally symmetric torsional vibration damper assembly a plurality of the planet carrier 26 rotatably mounted planet gears 28 are arranged. The means of a rolling bearing 30 on the planet carrier 26 fixed planetary gear 28 In this case has two teeth with differing outer diameters. An output-side toothing 32 has a smaller diameter than a drive-side toothing 34 of the planetary gear. The driven-side toothing 32 The planetary gear is in mesh with a driven-side ring gear 36 , which is connected to the output side. Thus, the transmission of the rotation or the torque takes place along the second torque transmission path 8th about the primary mass 24 , the planet carrier 26 , the planetary gear 28 and on the output side toothing 32 of the planet gear on the output side ring gear 36 ,

Im ersten Drehmomentübertragungsweg 6 befindet sich Phasenschieberanordnung, die im Wesentlichen durch ein Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung gebildet wird. In the first torque transmission path 6 There is a phase shifter assembly, which is essentially formed by an embodiment of a Torsionsschwingungsdämpferanordnung.

Der erste Drehmomentübertragungsweg 2 umfasst die Primärmasse 24, mit der bei dem in 6 dargestellten Ausführungsbeispiel zusätzlich ein Deckblech 38 verschraubt ist. Die Primärmasse 24 erfüllt vorliegend auch die Funktion eines mit dem Antrieb koppelbaren Antriebsbauelements der Torsionsschwingungsdämpferanordnung. Dieses Antriebsbauelement der Torsionsschwingungsdämpferanordnung ist über eine in den 1 bis 3 detaillierter dargestellte Federanordnung mit einer Mehrzahl von Schraubendruckfedern 40 mit einer Nabenscheibe bzw. einem Abtriebsbauelement 42 verbunden, das bezüglich der Primärmasse 24 drehbar ist. Das Abtriebsbauelement 42 ist drehfest mit einem Hohlradträger 44 verschraubt, an dem wiederum mittels einer Verschraubung ein antriebsseitiges Hohlrad 46 angebracht ist, das in einem Kämmeingriff mit der antriebsseitigen Verzahnungen 34 des Planetenrads 28 steht. Der erste Drehmomentübertragungsweg, der bei dem vorliegenden Ausführungsbeispiel die Phasenschieberanordnung aufweist, verläuft somit über die Primärmasse 24, die Torsionsschwingungsdämpferanordnung, die mit dem Abtriebsbauelement 42 derselben drehfest verbundenen Hohlradträger 44, das antriebsseitige Hohlrad 34 sowie über das Planetenrad 28 auf das abtriebsseitige Hohlrad 36. The first torque transmission path 2 includes the primary mass 24 , with which in 6 illustrated embodiment additionally a cover plate 38 is screwed. The primary mass 24 in the present case also fulfills the function of a drive component of the torsional vibration damper arrangement which can be coupled to the drive. This drive component of the Torsionsschwingungsdämpferanordnung is a in the 1 to 3 shown in more detail spring arrangement with a plurality of helical compression springs 40 with a hub disc or an output component 42 related to the primary mass 24 is rotatable. The output component 42 is non-rotatable with a ring gear carrier 44 bolted to the turn by means of a screw drive side ring gear 46 mounted in a meshing engagement with the drive side gears 34 of the planetary gear 28 stands. The first torque transmission path, which has the phase shifter arrangement in the present embodiment, thus passes over the primary mass 24 , the torsional vibration damper assembly, with the output component 42 the same rotatably connected ring gear 44 , the drive-side ring gear 34 as well as the planetary gear 28 on the output side ring gear 36 ,

Bei dem in 6 gezeigten Ausführungsbeispiel ist zum Zwecke der Abdichtung der geschmierten Planetenträgeranordnung, die im Wesentlichen als Koppelanordnung 10 zum Überlagern der beiden über den ersten Drehmomentübertragungsweg 6 und den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 übertragenen Drehmomentanteile dient, ferner ein gewinkeltes Dichtblech 48 mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 46 verschraubt, welches sich von außen bis zu einem Außendurchmesser des antriebsseitigen Hohlrades 46 erstreckt. At the in 6 shown embodiment is for the purpose of sealing the lubricated planet carrier assembly, which is essentially a coupling arrangement 10 for superposing the two over the first torque transmission path 6 and the second torque transmission path 8th transmitted torque components is used, also an angled sealing plate 48 with the output side ring gear 46 screwed, which extends from the outside to an outer diameter of the drive-side ring gear 46 extends.

Bei dem in 6 gezeigten Ausführungsbeispiel ist mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 36 ferner ein Sekundärschwungrad 50 verbunden, welches bezüglich der Primärmasse 24 drehbar gelagert ist und beispielsweise die Eingangsseite für eine im Antriebsstrang nachfolgende trocken laufende Kupplung bilden kann. Es versteht sich von selbst, dass sich bei alternativen Ausführungsbeispielen an den Abtrieb bzw. die Abtriebsseite 4 andere Baugruppen bzw. Abtriebselemente anschließen können. Beispielsweise kann die Abtriebsseite 4 mit einer nasslaufenden, einer trockenlaufenden Einscheiben-, Doppel- oder Mehrscheibenkupplung verbunden sein, sowie direkt mit einer Getriebeeingangswelle eines Schaltgetriebes, eines Wandler- oder Stufenautomaten. At the in 6 shown embodiment is with the output side ring gear 36 also a secondary flywheel 50 connected, which with respect to the primary mass 24 is rotatably mounted and can form, for example, the input side for a subsequent driveline dry-running clutch. It goes without saying that in alternative embodiments of the output or the output side 4 can connect other modules or output elements. For example, the output side 4 be connected to a wet-running, a dry-running single-disc, double or multi-plate clutch, as well as directly to a transmission input shaft of a gearbox, a converter or step machine.

Wie aus 6 ersichtlich, ist der zweite Drehmomentübertragungsweg 8 im Wesentlichen steif, d. h. eine relative Verdrehung zwischen innerhalb dieses Drehmomentübertragungswegs angeordneten Komponenten erfolgt, abseits der unvermeidlichen elastischen Deformationen, nicht. Die über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 übertragenen Torsionsschwingungen bzw. Drehungleichförmigkeiten werden daher ohne Phasenverschiebung bzw. Phasensprung und ungedämpft an die Koppelanordnung 10 übertragen. How out 6 can be seen, is the second torque transmission path 8th substantially rigid, ie, a relative rotation between components arranged within this torque transmission path does not take place, aside from the unavoidable elastic deformations. The over the second torque transmission path 8th transmitted torsional vibrations or rotational irregularities are therefore without phase shift or phase jump and undamped to the coupling arrangement 10 transfer.

Die im ersten Drehmomentübertragungsweg 6 angeordnete Torsionsschwingungsdämpferanordnung erzeugt die für eine Phasenschieberanordnung 12 charakteristische Phasenverschiebung zwischen Torsionsschwingungen an dem Antriebsbauelement 60 und dem Abtriebsbauelement 42 der Torsionsschwingungsdämpferanordnung. Diese tritt insbesondere im normalen Betrieb immer auf, wenn die Resonanzfrequenz der Torsionsschwingungsdämpferanordnung unterhalb der Torsionsschwingung bei der Leerlaufdrehzahl des Antriebsaggregats gewählt wird. Dies bedeutet, dass die Torsionsschwingungsanteile, die über den ersten Drehmomentübertragungsweg 6 zur Koppelanordnung 10 geleitet werden, eine Phasenverschiebung von maximal 180° bezüglich derjenigen Anteile aufweisen können, die über den zweiten Drehmomentübertragungsweg 8 geleitet werden, sodass diese sich im Idealfall vollständig kompensieren. The first in the torque transmission path 6 arranged torsional vibration damper arrangement generates the for a phase shifter assembly 12 characteristic phase shift between torsional vibrations on the drive component 60 and the output component 42 the torsional vibration damper assembly. This occurs in particular during normal operation always when the resonant frequency of the torsional vibration damper assembly is selected below the torsional vibration at the idle speed of the drive unit. This means that the torsional vibration fractions, over the first torque transmission path 6 to the coupling arrangement 10 can have a phase shift of a maximum of 180 ° with respect to those shares, via the second torque transmission path 8th be managed so that they ideally compensate completely.

Zur detaillierten Beschreibung der Funktionalität des Torsionsschwingungsdämpfersystems werde zunächst angenommen, dass in der zu übertragenden Rotation keine Drehungleichförmigkeiten auftreten, Torsionsschwingungen an der Antriebsseite 2 also nicht vorhanden sind. In diesem Fall rotieren die Primärmasse 24, der Planetenradträger 26, das Abtriebsbauelement 42 sowie das antriebsseitige Hohlrad 46 mit identischer Drehzahl. Daher stehen auch die Planetenräder 28 still, was zur Folge hat, dass auch das abtriebsseitige Hohlrad 36 mit der Rotationsgeschwindigkeit der Primärmasse 24 rotiert. For a detailed description of the functionality of the torsional vibration damper system, it is first assumed that no rotational nonuniformities occur in the rotation to be transmitted, torsional vibrations on the drive side 2 So not available. In this case, the primary mass will rotate 24 , the planetary carrier 26 , the output component 42 and the drive-side ring gear 46 with identical speed. Therefore, the planetary gears are also available 28 still, which has the consequence that the output side ring gear 36 with the rotational speed of the primary mass 24 rotates.

Bei einem schnellen Anstieg der Rotationsgeschwindigkeit, wie sie beim Auftreten einer Drehungleichförmigkeit bzw. einer Rotationsschwingung auftritt, wird der zweite Drehmomentübertragungsweg dieser Anregung ohne Phasenverzögerung unmittelbar folgen, was eine Beschleunigung des Planetenradträgers 26 zur Folge hat. Dieser versucht, den Drehmoment- bzw. Rotationsgeschwindigkeitsanstieg über die Wechselwirkung des Planetenrads 28 mit dem abtriebsseitigen Hohlrad 36 der Koppelanordnung 10 und über das abtriebsseitige Hohlrad 36 auf die Abtriebsseite 4 zu übertragen. In a rapid increase in the rotational speed, as occurs in the occurrence of a rotational irregularity or a rotational vibration, the second torque transmission path of this excitation without phase delay immediately follow, which is an acceleration of the planet carrier 26 entails. This tries to increase the torque or rotational speed via the interaction of the planetary gear 28 with the output side ring gear 36 the coupling arrangement 10 and on the output side ring gear 36 on the output side 4 transferred to.

Der hochfrequente schnelle Anstieg des Drehmoments bzw. der Drehzahl an der Primärmasse 24 führt jedoch im ersten Drehmomentübertragungsweg 6 dazu, dass die Schraubendruckfedern 40 komprimiert werden und die Primärmasse 24 sich bezüglich dem Abtriebsbauelement 42 und dem antriebsseitigen Hohlrad 34 verdreht. Das heißt, das antriebsseitige Hohlrad 34 verbleibt zunächst in der gleichförmigen Rotationsfrequenz ohne Anregung durch die Rotationsschwingung, d. h. die Rotationsgeschwindigkeit des antriebsseitigen Hohlrades 34 ist zunächst geringer als diejenige des Planetenradträgers 26. Die Drehzahldifferenz führt dazu, dass das Planetenrad 28 rotiert und dabei das abtriebsseitige Hohlrad 36 mitnimmt, welches dadurch der mit der Anregungsfrequenz der Torsionsschwingung auftretenden ansteigenden Drehzahl des Planetenradträgers 26 nicht folgen kann. The high-frequency rapid increase of the torque or the speed on the primary mass 24 However, leads in the first torque transmission path 6 to that the helical compression springs 40 be compressed and the primary mass 24 with respect to the output component 42 and the drive-side ring gear 34 twisted. That is, the drive-side ring gear 34 initially remains in the uniform rotational frequency without Excitation by the rotational vibration, ie the rotational speed of the drive-side ring gear 34 is initially lower than that of the Planetenradträgers 26 , The speed difference causes the planetary gear 28 rotates while the output side ring gear 36 entrains, which thereby occurring at the excitation frequency of the torsional vibration increasing speed of the planet carrier 26 can not follow.

Zusammengefasst werden so die Torsionsschwingungen an derjenigen Stelle, wo die beiden Drehmomente des ersten Drehmomentübertragungswegs 6 und des zweiten Drehmomentübertragungswegs 8 zusammengeführt werden, nämlich am Kämmeingriff der Planetenräder 28 mit dem Hohlrad 46, zumindest teilweise destruktiv überlagert. Summarized so the torsional vibrations at the point where the two torques of the first torque transmission path 6 and the second torque transmission path 8th be brought together, namely on the meshing of the planetary gears 28 with the ring gear 46 , at least partially destructively superimposed.

Mit den nachfolgend anhand der 1 bis 5 diskutierten Ausführungsbeispielen einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung, kann die Kompensation der Torsionsschwingungen im Torsionsschwingungsdämpfersystem verbessert werden. With the following on the basis of 1 to 5 discussed embodiments of a torsional vibration damper assembly, the compensation of the torsional vibrations in Torsionsschwingungsdämpfersystem can be improved.

1 bis 3 zeigen ein Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung, wie sie in 6 verwendet werden kann. Diese umfasst ein Antriebsbauelement 60 und eine Mehrzahl von zwischen dem Antriebsbauelement 60 und dem Abtriebsbauelement 42 angeordneten Federanordnungen bzw. Federn 62a bis 62d. Eine jede Federanordnung kann aus einer einzelnen Feder bestehen oder auch aus mehreren Federn, die wie in 1 gezeigt beispielsweise koaxial angeordnet bzw. auf andere Art und Weise parallel oder seriell geschalten sind. Der Einfachheit halber wird nachfolgen und im Zusammenhang mit diesem Dokument als Feder sowohl eine einzelne Feder als auch eine beliebige Anordnung funktional beliebig zusammenwirkender Federn bezeichnet. Wenngleich zur Vermeidung von Unwuchten die Torsionsschwingungsdämpferanordnung von 1 symmetrisch ausgeführt ist, sodass funktionsähnliche und insbesondere radial verschiebbare Federn zumindest paarweise radial gegenüberliegend angeordnet sind, können weiter Ausführungsbeispiele von Torsionsschwingungsdämpferanordnungen auch unsymmetrisch aufgebaut sein. Nachfolgend wird der Einfachheit halber nur eine der zueinander symmetrischen Hälften des Systems diskutiert. 1 to 3 show an embodiment of a Torsionsschwingungsdämpferanordnung, as shown in 6 can be used. This includes a drive component 60 and a plurality of between the drive component 60 and the output component 42 arranged spring arrangements or springs 62a to 62d , Each spring arrangement may consist of a single spring or of a plurality of springs, as in 1 shown, for example, coaxially arranged or connected in any other way parallel or serially. For the sake of simplicity, and in the context of this document, a spring will be referred to as both a single spring and any arrangement of functionally arbitrarily cooperating springs. Although, to avoid imbalances, the torsional vibration damper assembly of 1 is executed symmetrically so that function-like and in particular radially displaceable springs are arranged radially opposite at least in pairs, further embodiments of Torsionsschwingungsdämpferanordnungen can also be constructed asymmetrically. Hereinafter, for the sake of simplicity, only one of the mutually symmetrical halves of the system will be discussed.

Während eine radiale Position der Federn 62a und 62d, also ein radialer Abstand vom Zentrum bzw. der Rotationsachse 64 der Torsionsschwingungsdämpferanordnung fest ist, sind die Federn 62b und 62c derart gelagert, dass ein radialer Abstand zwischen der Rotationsachse 64 und den Federn 62b und 62c drehzahlabhängig veränderbar ist. Um dies zu ermöglichen, sind die Federn 62b und 62c an beiden Enden in Federführungselementen 66a bis 66d gelagert, deren von den Federn 62b und 62c abgewandte Oberflächen sich an Führungsflächen 68a bis 68d abstützen bzw. an diesen anliegen. Die Führungsflächen 68a bis 68d befinden sich an frei rotierbaren Zwischenelementen 70a–c zwischen den Federn, die der Führung und Lagerung der einzelnen Federn 62a bis 62d dienen. Der relative Abstand zwischen den Führungsflächen 68a und 68b bzw. 68c und 68d verringert sich mit zunehmendem Abstand von der Rotationsachse 64. Durch diese Anordnung können sich die Federführungselemente 68a bis 68d zusammen mit den von diesen gelagerten Federn 62b und 62c unter dem Einfluss der Fliehkraft mit zunehmender Rotationsgeschwindigkeit radial nach außen bewegen. While a radial position of the springs 62a and 62d , ie a radial distance from the center or the axis of rotation 64 the Torsionsschwingungsdämpferanordnung is fixed, are the springs 62b and 62c mounted such that a radial distance between the axis of rotation 64 and the springs 62b and 62c speed dependent is changeable. To make this possible, the springs are 62b and 62c at both ends in spring guide elements 66a to 66d stored, their from the springs 62b and 62c opposite surfaces are on guide surfaces 68a to 68d support or rest against these. The guide surfaces 68a to 68d are located on freely rotatable intermediate elements 70a -C between the springs, the guide and storage of each spring 62a to 62d serve. The relative distance between the guide surfaces 68a and 68b respectively. 68c and 68d decreases with increasing distance from the axis of rotation 64 , By this arrangement, the spring guide elements can 68a to 68d along with the springs stored by them 62b and 62c move radially outward under the influence of centrifugal force with increasing rotational speed.

Dadurch ändern sich die Hebelverhältnisse in dem schwingungsfähigen System der Torsionsschwingungsdämpferanordnung. Federn, die radial weiter außen angelenkt werden, haben eine erhöhte Steifigkeit des schwingungsfähigen Systems zur Folge, d.h. zum Erzeugen einer vorgegebenen Relativverdrehung zwischen dem Antriebsbauelement 60 und dem Abtriebsbauelement 42 ist ein höheres Drehmoment erforderlich. Näherungsweise kann zur Auslegung des schwingungsfähigen Systems beispielsweise eine quadratische Abhängigkeit der rotatorischen Federsteifigkeit c_rot vom Anlenkradius r und der translatorischen Federsteifigkeit c_trans angenommen werden, d. h.: c_rot = c_trans·r². As a result, the leverage changes in the oscillatory system of the torsional vibration damper assembly. Springs, which are articulated radially further out, have an increased rigidity of the oscillatory system result, ie for generating a predetermined relative rotation between the drive component 60 and the output component 42 a higher torque is required. Approximately, for example, a quadratic dependence of the rotational spring stiffness c _red on the articulation radius r and the translatory spring stiffness c _{trans can be} assumed for the design of the oscillatory system, ie: c _red = c _trans · r ² .

Mit anderen Worten wird bei dem in 1 gezeigten Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung ein Teil der Schraubendruckfedern bzw. der Federn 62a bis 62b des Federsatzes durch einfache Federführungselemente bzw. Gleitschuhe gelagert, nämlich die Federn 62a und 62d. Die anderen Schraubendruckfedern 62b und 62c sind durch Federführungselemente 66a bis 66d gelagert, deren radiale Position verschiebbar ist. Die Federführungselemente 66a bis 66d stützten die Federn 62b und 62c sowohl nach radial innen als auch nach radial außen ab. In other words, at the in 1 shown embodiment of a torsional vibration damper a part of the helical compression springs or the springs 62a to 62b stored the spring set by simple spring guide elements or sliding shoes, namely the springs 62a and 62d , The other helical compression springs 62b and 62c are by spring guide elements 66a to 66d mounted, whose radial position is displaceable. The spring guide elements 66a to 66d supported the feathers 62b and 62c both radially inward and radially outward.

Die Führungsflächen 68a bis 68d werden an ihrem radial äußeren Ende jeweils durch eine sich in Richtung der gegenüberliegenden Führungsfläche erstreckende Nase 72a bis d begrenzt, die einen Anschlag für die Federführungselemente 66a bis 66d bilden. Durch die radiale Länge der Führungsflächen 68a bis 68d bzw. die Position der Nasen 72a bis 72d an den Führungsflächen 68a bis 68d kann die maximale Veränderung der Federsteifigkeit konstruktiv vorgegeben werden. Ebenso wie nach radial außen wird die Beweglichkeit der Federführungselemente 66a bis 66d nach radial innen durch radial innere Anschläge 76a bis 76d begrenzt, die die Position der Federn 62b und 62c im Stillstand festlegen. The guide surfaces 68a to 68d are each at its radially outer end by a extending in the direction of the opposite guide surface nose 72a limited to the d, a stop for the spring guide elements 66a to 66d form. Due to the radial length of the guide surfaces 68a to 68d or the position of the noses 72a to 72d at the guide surfaces 68a to 68d the maximum change in spring stiffness can be specified constructively. As well as radially outward, the mobility of the spring guide elements 66a to 66d radially inward by radially inner stops 76a to 76d limited the position of the springs 62b and 62c set at standstill.

Der Abstand der Führungsflächen 68a bis 68d für die Federführungselemente 66a bis 66d verjüngt sich mit zunehmendem radialen Abstand zur Rotationsachse 64, wobei der Winkel zwischen den Führungsflächen bzw. zwischen den Flächennormalen an die Führungsflächen beispielsweise so groß gewählt werden kann, dass keine Selbsthemmung auftritt. Dieser Winkel kann daher beispielsweise < 30°, oder < 20° betragen. The distance between the guide surfaces 68a to 68d for the spring guide elements 66a to 66d tapers with increasing radial distance to the rotation axis 64 For example, the angle between the guide surfaces or between the surface normal to the guide surfaces can be selected to be so large that no self-locking occurs. This angle can therefore be, for example, <30 °, or <20 °.

Zum Erzeugen eines drehzahlunabhängigen Anteils an der Federcharakteristik sind zusätzlich an den Zwischenelementen 70a und 70c Federn 62a und 62d befestigt, die bezüglich der Rotationsachse in ihrer Gesamtheit keine Relativbewegung ausführen können. Zur Vermeidung von Unwuchten kann die Gesamtanordnung symmetrisch ausgeführt werden, sodass, wie in 1 dargestellt, radial verschiebbare Federn 62b und 74b bzw. 62c und 74c zumindest paarweise radial gegenüberliegend angeordnet sind. Bei dem in 1 gezeigten Ausführungsbeispiel sind vier radial verschiebbare Federsätze und vier statische Federsätze dargestellt. Selbstverständlich ist diese Anzahl bzw. das Verhältnis variabel, sodass bei alternativen Ausführungsbeispielen eine beliebige Kombination von Federn, deren Abstand zur Rotationsachse 64 in der radialen Richtung veränderlich ist mit solchen, deren diesbezüglicher Abstand fix ist, verwendet werden kann. Dadurch kann das Intervall, in dem die Torsionsfedersteifigkeit drehzahlabhängig variierbar ist, nahezu beliebig angepasst werden. For generating a speed-independent portion of the spring characteristic are in addition to the intermediate elements 70a and 70c feathers 62a and 62d attached, which can perform relative to the axis of rotation in their entirety no relative movement. To avoid imbalances, the overall arrangement can be carried out symmetrically, so that, as in 1 shown, radially displaceable springs 62b and 74b respectively. 62c and 74c at least in pairs are arranged radially opposite one another. At the in 1 shown embodiment, four radially displaceable spring sets and four static spring sets are shown. Of course, this number or the ratio is variable, so that in alternative embodiments, any combination of springs whose distance from the axis of rotation 64 in the radial direction is variable with those whose related distance is fixed, can be used. As a result, the interval in which the torsion spring stiffness can be varied as a function of the speed can be adjusted almost as desired.

Anders ausgedrückt ist bei dem in den 1–3 gezeigten Ausführungsbeispiel der Abstand der Federn 62b und 62c zur Drehachse 64 des Gesamtsystems variabel. In Folge der unter Drehzahl auf die Federn 62b und 62c wirkenden Fliehkräfte werden diese nach außen gedrückt, wodurch sich die Hebelverhältnisse der Torsionsschwingungsdämpferanordnung ändern. Je weiter außen die Federn angelenkt werden, desto höher ist die Torsionssteifigkeit des schwingungsfähigen Systems. Da sich die Führungsbahnen der Federn 62b und 62c, die vorliegend als Schraubendruckfedern ausgeführt sind, nach außen hin verjüngt, wird keine zusätzliche Feder zur Einstellung der Kennlinie benötigt. Da die Fliehkräfte nach außen wirken, stellt sich in Abhängigkeit von der Drehzahl ein Gleichgewichtszustand ein, der die Federsteifigkeit bei der gegebenen Drehzahl definiert. Die Federn 62b und 62c können eine Abstützung sowohl nach radial innen als auch nach radial außen erfahren. Die äußere Abstützung in den Federführungselementen ist vorteilhaft, da die Federn bei hohen Drehzahlen durch die Fliehkräfte nach außen gedrückt werden. Nach innen ist eine Abstützung vorteilhaft, da sich die Federn sonst im Stillstand möglicherweise aufgrund ihrer Federkraft und der Ausgestaltung der Führungsbahnen nach innen aus dem Gleitschuh drücken könnten. In other words, in which in the 1 - 3 shown embodiment, the distance of the springs 62b and 62c to the axis of rotation 64 of the total system variable. As a result of under speed on the springs 62b and 62c acting centrifugal forces are pressed to the outside, thereby changing the leverage ratios of Torsionsschwingungsdämpferanordnung. The further outward the springs are hinged, the higher the torsional rigidity of the oscillatory system. As the guideways of the springs 62b and 62c , which are designed here as helical compression springs, tapers towards the outside, no additional spring for adjusting the characteristic curve is needed. Since the centrifugal forces act outward, a state of equilibrium sets in depending on the speed, which defines the spring stiffness at the given speed. The feathers 62b and 62c can experience a support both radially inward and radially outward. The outer support in the spring guide elements is advantageous because the springs are pressed at high speeds by the centrifugal forces to the outside. Inward support is advantageous because otherwise the springs could possibly press at a standstill due to their spring force and the design of the guideways inward from the shoe.

Die 4 und 5 zeigen ein weiteres Ausführungsbeispiel einer Torsionsschwingungsdämpferanordnung, dessen Funktionsweise im Wesentlichen derjenigen des Ausführungsbeispiels der 1 bis 3 entspricht, sodass nachfolgend lediglich auf die Unterschiede zwischen den beiden Ausführungsbeispielen eingegangen wird. Demzufolge bezeichnen gleiche Bezugszeichen in den Figuren funktionsidentische oder funktionsähnliche Komponenten. Das Ausführungsbeispiel der 4 und 5 unterscheidet sich von demjenigen der 1 bis 3 überwiegend durch die unterschiedliche Lagerung der bezüglich dem Antriebsbauelement 60 und dem Abtriebsbauelement 42 drehbar gelagerten Zwischenelemente 70a–c. Wie insbesondere aus 2 ersichtlich ist, sind bei dem ersten Ausführungsbeispiel die Zwischenelemente 70a–c über ringförmige Innenträger 78a–c radial gefangen, das heißt diese werden durch ringförmige Elemente, an deren gegenüberliegenden Enden jeweils ein Zwischenelement angebracht ist, an einer Bewegung in der radialen Richtung 80 nach außen gehindert, was zumindest bei niedrigen Drehzahlen eine Reibung zwischen den Zwischenelementen 70a–c und der zylindrischen Innenfläche des Antriebsbauelements 60 verhindern kann. Bei höheren Drehzahlen kann ein solcher Kontakt unter Gleitreibung bei alternativen Ausführungsbeispielen erwünscht sein, um eine zusätzliche Drehzahlabhängigkeit zu bewirken. The 4 and 5 show a further embodiment of a Torsionsschwingungsdämpferanordnung, whose operation substantially similar to that of the embodiment of 1 to 3 corresponds, so that below only the differences between the two embodiments will be discussed. Accordingly, like reference numerals in the figures indicate functionally identical or functionally similar components. The embodiment of 4 and 5 is different from the one of 1 to 3 mainly by the different storage of the respect to the drive component 60 and the output component 42 rotatably mounted intermediate elements 70a c. As in particular from 2 is apparent, in the first embodiment, the intermediate elements 70a -C over annular inner support 78a C caught radially, that is, these are by annular elements, at whose opposite ends in each case an intermediate element is mounted, on a movement in the radial direction 80 prevented to the outside, which at least at low speeds friction between the intermediate elements 70a C and the cylindrical inner surface of the drive component 60 can prevent. At higher speeds, such sliding contact may be desirable in alternative embodiments to provide additional speed dependency.

Die Zwischenelemente 70a–c des Ausführungsbeispiels der 4 und 5 sind hingegen radial nicht gefangen, das heißt diese liegen mit radial außenliegenden Gleitflächen permanent an der zylindrischen Innenfläche des Antriebsbauelements 60 an. Dies ermöglicht durch geeignete Wahl der Geometrie der Reibflächen und der im Reibkontakt stehenden Materialien eine zusätzlich Abstimmung des Systems, da bei zunehmender Drehzahl die Reibung zwischen den radial außenliegenden Gleitflächen der Zwischenelemente 70a–c und der zylindrischen Innenfläche des Antriebsbauelements 60 steigt, was die Federanordnung mit zunehmender Rotationsgeschwindigkeit steifer werden lässt. The intermediate elements 70a -C of the embodiment of 4 and 5 On the other hand, they are not radially caught, that is, they lie permanently with radially outer sliding surfaces on the cylindrical inner surface of the drive component 60 at. This makes it possible by suitable choice of the geometry of the friction surfaces and the materials in frictional contact an additional tuning of the system, since with increasing speed, the friction between the radially outer sliding surfaces of the intermediate elements 70a C and the cylindrical inner surface of the drive component 60 increases, which makes the spring assembly with increasing rotational speed stiffer.

Wenngleich in den vorhergehenden Abschnitten überwiegend im Zusammenhang mit Verbrennungsmotoren für Kraftfahrzeuge diskutiert, versteht es sich von selbst, dass alternative Ausführungsformen von Torsionsschwingungsdämpferanordnungen in nahezu beliebigen Antriebssträngen verwendet werden können, um die Gleichförmigkeit der Bewegung, die über die Torsionsschwingungsdämpferanordnung übertragen wird, zu erhöhen. Dies kann beispielsweise auch bei industriellen und stationär betriebenen Maschinen oder dergleichen von großem Vorteil sein, wenn es auf eine Gleichmäßigkeit der Bewegung ankommt. Weitere Anwendungsbeispiele sind Hybridangetriebene Fahrzeuge, also Fahrzeuge, bei denen die Antriebsleistung alternativ oder gleichzeitig von Verbrennungskraftmaschinen und Elektromotoren zur Verfügung gestellt wird. Although discussed in the preceding sections primarily in the context of automotive combustion engines, it should be understood that alternative embodiments of torsional vibration damper assemblies can be used in virtually any drive train to increase the uniformity of motion transmitted through the torsional vibration damper assembly. This can also be of great advantage, for example, in industrial and stationary machines or the like, when it comes to a uniformity of the movement. Further examples of applications are hybrid-powered vehicles, ie vehicles in which the Drive power is provided alternatively or simultaneously by internal combustion engines and electric motors.

BezugszeichenlisteLIST OF REFERENCE NUMBERS

2 2: Antriebsseite driving side
4 4: Abtriebsseite output side
6 6: erster Drehmomentübertragungsweg first torque transmission path
8 8th: zweiter Drehmomentübertragungsweg second torque transmission path
10 10: Koppelanordnung coupling arrangement
12 12: Phasenschieberanordnung Phase shifter arrangement
24 24: Primärmasse primary mass
26 26: Planetenradträger planet
28 28: Planetenrad planet
30 30: Wälzlager roller bearing
32 32: abtriebsseitige Verzahnung output-side toothing
34 34: antriebsseitige Verzahnung drive-side toothing
36 36: abtriebsseitiges Hohlrad output ring gear
38 38: Deckblech cover sheet
40 40: Schraubendruckfeder Helical compression spring
42 42: Abtriebsbauelement output device
44 44: Hohlradträger ring gear
46 46: antriebsseitiges Hohlrad drive-side ring gear
48 48: Dichtblech sealing plate
50 50: Sekundärschwungrad secondary flywheel
60 60: Antriebsbauelement drive component
62a–d62a-d: Federn feathers
64 64: Rotationsachse axis of rotation
66a–d66a-d: Federführungselemente Spring guide elements
68a–d68a-d: Führungsflächen guide surfaces
70a–c70a-c: Zwischenelement intermediate element
72a–d72a-d: Nase nose
74b–c74b-c: Feder feather
76a–d76a-d: radial innerer Anschlag radially inner stop
78a–c78a-c: ringförmiger Innenträger annular inner support
80 80: radiale Richtungradial direction

ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG QUOTES INCLUDE IN THE DESCRIPTION

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Zitierte PatentliteraturCited patent literature

EP 1584838 A1 [0007]

Claims

A torsional vibration damper arrangement for transmitting a rotation from a drive to an output, comprising: a drive component which can be coupled to the drive ( 60 ); an output component ( 42 ), which relative to the drive component ( 60 ) about a rotation axis ( 64 ) is rotatably mounted; and one between the drive component ( 60 ) and the output component ( 42 ) arranged spring arrangement ( 62a -D) that a rotation of the drive component ( 60 ) relative to the output component ( 42 ) against the action of the spring arrangement ( 62a -D), characterized in that the spring arrangement ( 62a -D) at least one spring ( 62c ), which is mounted such that a radial distance between the axis of rotation ( 64 ) and one spring ( 62c ) in one on the axis of rotation ( 64 ) vertical radial direction ( 64 ) in dependence on a rotational speed of the one spring ( 62c ) is changeable.

Torsional vibration damper assembly according to claim 1, wherein the radial distance increases with increasing rotational speed.

Torsional vibration damper assembly according to claim 1 or 2, wherein the at least one spring ( 62c ) at both ends of the spring ( 62c ) in spring guide elements ( 66c ; 66d ) is mounted, the spring ( 62c ) facing away from each other in each case in the radial direction extending guide surfaces ( 68c . 68d ).

Torsional vibration damper assembly according to claim 3, wherein a relative distance between the guide surfaces ( 68c . 68d ) with increasing radial distance from the axis of rotation ( 64 ) decreased.

Torsional vibration damper assembly according to claim 4, wherein the guide surfaces ( 68c . 68d ) are flat and have surface normals that enclose an angle of <30 °, preferably <20 °.

Torsional vibration damper arrangement according to one of claims 3 to 5, wherein the guide surfaces ( 68c . 68d ) at its radially outer end in each case by a stop for the spring guide element ( 66c ; 66d ) forming, extending in the direction of the opposite guide surface nose ( 72c . 72d ).

Torsional vibration damper arrangement according to one of claims 3 to 6, wherein the spring guide elements ( 66c ; 66d ) on the radially outer side of the spring ( 62c ) extend around an outer support path along the spring.

Torsional vibration damper arrangement according to one of claims 3 to 7, in which the spring guide elements ( 66c ; 66d ) extend on the radially inner side of the spring about an inner support path along the spring.

Torsional vibration damper arrangement according to one of the preceding claims, in which the at least one spring ( 62c ) is a helical compression spring.

Torsional vibration damper arrangement according to one of claims 3 to 9, wherein the spring guide elements ( 66c ; 66d ) at the spring ( 62c ) facing away from surfaces have flat sliding surfaces, which on planar guide surfaces ( 68c . 68d ) and can slide along these.

Torsional vibration damper arrangement according to one of claims 3 to 10, wherein the spring guide elements ( 66c ; 66d ) are arranged on intermediate elements, both with respect to the drive component ( 60 ) as well as with respect to the output component ( 42 ) are rotatably mounted.

Torsional vibration damper arrangement according to one of the preceding claims, in which the spring arrangement ( 62a -D) furthermore a second spring ( 62d ) associated with the first spring ( 62c ) in series between the drive component ( 60 ) and the output component ( 42 ), wherein the second spring ( 62d ) is mounted such that a radial distance between the axis of rotation ( 64 ) and the second spring ( 62d ) in the radial direction ( 80 ) as a function of the rotational speed of the second spring ( 62d ) remains at least substantially constant.

Torsional vibration damper arrangement according to one of claims 1 to 12, wherein the radial distance between the axis of rotation ( 64 ) and one spring ( 62c ) is variable by an adaptation path, wherein the size of the adaptation path at least 5% of a minimum radial distance between the one spring ( 62c ) and the axis of rotation ( 64 ) is.

Dual-mass flywheel with a torsional vibration damper arrangement according to one of claims 1 to 13.

Power branching torsional vibration damper system for transmitting rotation from a drive side ( 2 ) to a driven side ( 4 ), with the following features: one between the drive side ( 2 ) and the output side ( 4 ) arranged first Torque transmission path ( 6 ) for transmitting a first torque component; one between the drive side ( 2 ) and the output side ( 4 ) arranged second torque transmission path ( 8th ) for transmitting a second torque component; a coupling arrangement ( 10 ) for superposing the first torque portion and the second torque portion; a phase shifter assembly ( 12 ) for causing a phase shift between rotational vibrations transmitted via the first torque transmission path (15). 6 ) to the coupling arrangement ( 10 ) and the rotational vibrations transmitted via the second torque transmission path ( 8th ) to the coupling arrangement ( 10 ), the phase shifter arrangement ( 10 ) comprises a torsional vibration damper assembly according to any one of claims 1 to 13 to achieve a rotation speed dependent phase characteristic.